货车常接触弹性旁承分析研究

孟 宏,刘宏友

(1 中国南车 二七车辆有限公司,北京100072;2 中国北车 四方车辆研究所有限公司,青岛266031)

随着铁路运输装备技术的发展,铁路货运车辆技术也得到了飞速发展。但货车运用和考核试验研究中发现采用相同转向架的不同车辆的动力学性能普遍存在差异,尤其平车相对其他车辆这种差异更为突出。分析其原因[1]主要是货车运用的特殊性和检修要求,不同类型和结构的车辆普遍采用通用标准转向架,而且目前转向架的弹性旁承刚度相对较大;再加上平车由于车体的自重相对较轻、侧滚转动惯量偏小、扭转刚度偏低,车辆运行中相对其他车辆易发生大的侧滚变形,致使提供旁承回转阻力矩的标称压力对侧滚运动较敏感,最终导致平车易出现空车横向动力学性能较差、重车垂向振动加速度较大等问题。

为此,深入研究保证铁路车辆运行稳定性的关键零部件之一的旁承至关重要。

1 旁承的功能和设计原则

货车转向架旁承按作用方式可分为间隙旁承和常接触弹性旁承,常接触弹性旁承目前主要包括常接触型和双作用常接触型。

间隙旁承由旁承体和调整垫板组成,旁承体为刚性体,车体上旁承和转向架旁承之间有固定的间隙。在车辆正常运行时,间隙旁承一般不接触和承担载荷,不提供回转阻力矩,但当车辆倾翻和侧滚时可起到阻止作用。此时转向架的回转阻力矩主要由心盘提供,回转阻力矩的大小主要取决于心盘上的载荷。因此,装用间隙旁承的车辆在空车时转向架的总回转阻力矩较小,其运行临界速度较低,仅适应于运行速度较低的车辆。

常接触弹性旁承主要由旁承座、弹性体或弹簧、磨耗板和调整垫板等组成。双作用常接触弹性旁承还设有刚性滚子或弹性挡垫。常接触弹性旁承在车体落成后产生预定的压缩量,旁承形成对车体的支撑而承担一定的载荷。在车辆运行时,常接触弹性旁承一方面提供一定的阻力以阻止车体倾翻和侧滚运动,另一方面在上下旁承的接触面间产生摩擦阻力并形成回转阻力矩以抑制车体的摇头运动。因此,装用常接触弹性旁承的车辆提高了空车时转向架的总回转阻力矩,提高了车辆的运行临界速度,可适应于运行速度较高的车辆。

由于旁承结构型式和性能参数直接关系到车辆的蛇行运行临界速度、脱轨系数、车轮减载率、曲线通过性能等重要动力学性能指标。为此,国内外铁路货车随着车辆速度等级的提高,旁承研发经历了由间隙旁承、常接触弹性旁承、长行程弹性旁承的发展历程[2]。

美国在2002-01-01前,铁路货车上主要安装的是标准间隙旁承,2002-01-01后AAR批准在所有新造车辆上装用常接触弹性旁承,有效地改善了车辆的运行性能。但实际运用中由于车辆高速运行稳定性不足导致车体晃动严重引发了多起脱轨事故,2004年 TTCI及车辆制造厂针对解决车体晃动问题进行试验研究,试验共选用了5种旁承,其中包括间隙旁承、标准常接触弹性旁承和各种长行程常接触弹性旁承,试验发现弹性体为长行程的常接触旁承不仅能够使车辆通过曲线具有最低的车轮减载能力,而且列车速度在112 km/h时仍然具有较高的稳定性。因此,AAR决定在2005-04起在现有车辆上全面推广长行程常接触型旁承[2]。图1(a)为金属帽子长行程弹性旁承的结构示意图;图1(b)为非金属帽子长行程弹性旁承的结构示意图。

图1 长行程弹性旁承的结构示意图

我国在20世纪90年代中期以前转8A系列转向架采用间隙旁承。从20世纪90年代中期开始,在提速120 km/h转向架上开始研制和采用常接触弹性旁承。目前,新型铁路货车均采用了常接触弹性旁承,图2为我国较为典型的两种常接触弹性旁承,图2(a)为带滚子的常接触弹性旁承的结构示意图;图2(b)为不带滚子常接触弹性旁承的结构示意图。

图2 常接触弹性旁承的结构示意图

货车运用和分析研究表明:常接触弹性旁承对于提高车辆的运动稳定性非常有效[3,4],同时常接触弹性旁承还能有效地抑制车体的侧滚运动,避免车体侧滚出现刚性冲击和降低轮重减载率。但常接触弹性旁承若提供了过大的回转力矩会恶化车辆的曲线通过能力,因此在选择常接触弹性旁承的回转阻力矩时要同时兼顾运动稳定性和曲线通过能力。

根据常接触弹性旁承在车辆系统中所起的作用,常接触弹性旁承应具有适当的垂向刚度和工作高度,以通过一定的压缩量提供一定的正压力阻止车体倾翻和抑制侧滚运动;应具有一定的纵向刚度以确保提供适当而稳定的回转阻力矩,以抑制车体摇头运动,提高车辆的运行平稳性和稳定性,从而提高空车的蛇行运动临界速度,但应限制回转阻力矩在旁承被压死时过度增大,以保证车辆的曲线通过能力。

2 旁承对车辆动力学性能的影响分析研究

基于上述对旁承的分析,借鉴国内外旁承研究经验,针对不同车辆,以确保车辆运行性能为目的,就车辆用旁承进行分析研究。

2.1 旁承回转阻力矩对车辆的蛇行运动稳定性的影响

根据现有转K型货车转向架的结构,旁承中心横向跨距2bs=1 520 mm,旁承摩擦副摩擦系数为 μSB=0.3～0.4(计算中取最小值μSB=0.3),若每个旁承的工作载荷为PSB(kN),则每个转向架旁承提供的回转摩擦阻力矩MSB(kN◦m)为[5]:

式中˙ψ为车体相对于转向架摇枕的摇头角速度。

每个心盘提供的回转摩擦阻力矩Mcp(kN◦m)为:

对于货车,通常空车的蛇行稳定性较差,因此,在分析中以满足空车工况的蛇行运动稳定性来研究旁承回转阻力矩对车辆性能的影响。

为了研究装用JC旁承回转阻力矩变化对车辆运动稳定性的影响,根据弹性旁承技术条件,针对旁承制造及安装公差,旁承存在4种极限状态,分别对应4种不同回转阻力矩,其中上限值为最小安装间隙最大压缩量下旁承提供的回转阻力矩;下限值为最大安装间隙最小压缩量条件下旁承提供的回转阻力矩;名义值为理论安装间隙理论压缩量条件下旁承提供的回转阻力矩;而超限值为名义值的44%。在此基础上,进行不同旁承回转阻力矩条件下车辆稳定性的分析[1],图3为不同旁承回转阻力矩下各型车辆临界速度的计算结果。

图3 JC旁承不同回转阻力矩下车辆临界速度计算结果

图3结果表明:若弹性旁承各项指标均满足技术要求,各车型均可以满足120 km/h运行速度要求,提高回转阻力矩可以增大临界速度余量;减小回转阻力矩各车型的临界速度均有所降低,但罐车相对其他车型满足120 km/h运行速度要求的余量较小。4种车型临界速度相比罐车、平车、敞车易在较高速度运行时发生蛇行失稳,使车辆的动力学性能恶化,造成摩擦定位的各零部件相互磨耗加剧,磨耗的加剧又使车辆性能更加恶化,形成恶性循环。

为了更系统地研究导致货车提速稳定性差的原因,应用提速货车—轨道耦合动力学模型和 TTISIM软件[6]针对平车进行了考虑轨道弹性结构影响的临界速度分析计算,同时,针对平车考虑了通过减小旁承间隙增加回转阻力矩为10.03 kN◦m工况,应用2种模型进行了临界速度分析,分析结果如表1所示[1]。

表1 NX17BK应用耦合模型与传统模型计算临界速度比较 km◦h-1

计算结果表明:对于平车,旁承回转阻力矩的变化对临界速度的影响比较敏感,而且余量较小,为了确保车辆运行稳定性,在心盘不悬空的前提下,应尽可能提高旁承回转阻力矩,工程具体应用可适当减小上旁承磨耗板与滚子的间隙从而适度增大旁承回转阻力矩。

2.1.1 JC旁承载荷PSB对平车蛇行运动稳定性的影响分析结果

为了使研究不确定因素尽可能少,分析研究均假设旁承磨耗板的摩擦系数和旁承间距为定值,则仅研究通过弹性旁承压缩提供的标称压力变化对性能的影响。

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表2 旁承载荷PSB对平车蛇行临界速度 vcr的影响[5] km◦h-1

由表2中的分析计算结果表明:

(1)旁承横向中心跨距为1 520 mm,旁承摩擦副摩擦系数为0.3～0.4时,要使空车在车轮磨耗后,车辆临界速度大于120 km/h,对于X6K、NX17K平车,旁承最小工作载荷应为19 kN,对于 X7K、NX70A、NX17BK平车,旁承最小工作载荷应为18 kN,对于NX70平车,旁承最小工作载荷应为17 kN。

(2)要使系列平车在极限工况下的蛇行临界速度大于120 km/h,并留有一定的余量,系列平车用弹性旁承的最小工作载荷应大于19 kN。

2.1.2 JC-2旁承载荷PSB对车辆蛇行运动稳定性的影响分析结果

由于JC-2旁承主要应用在定距相对较大的运输小汽车专用车(SQ5、SQ6)上,相对JC旁承不仅刚度有所增大而且滚子间隙也增大,为了研究这种旁承对车辆性能的影响,临界速度计算时,应用不同软件,就相同间隙、相同刚度条件下,不同旁承压缩量对临界速度的影响进行了分析计算,结果如图4所示,尽管3种通用软件分析结果存在一定差异,但总的趋势空车临界速度随着压缩量的增加而增加,而重车相对空车在压缩量达到10 mm后有下降的趋势,说明重车状态下旁承提供的回转阻力矩对车辆的影响程度不如空车状态的影响大[7]。

通过分析研究,在相同组装间隙条件下,由于橡胶的蠕变,运用一个阶段后的旁承刚度较新造增大,相同压缩量条件下,车辆临界速度较新造普遍提高;对于经过一个段修的旁承,压缩量可较新造适当降低,这样既可确保临界速度要求,也不会恶化曲线性能。

图4 新造 SQ5车空、重车的临界速度

图5 经过一个段修后SQ5车空、重车的临界速度

通过上述关于旁承对性能的影响分析,可以得出:为了确保车辆具有较高的运行稳定性,提供回转阻力矩的旁承标称压力均有一个最小值要求,因此,旁承选择及设计时应尽可能确保能提供要求的标称压力。

标称压力偏大会使车辆曲线性能恶化,偏小会使车辆直线运动稳定性降低,也就是说刚度大的旁承易使车辆动力学性能不稳定,旁承对性能的影响较敏感。

既然车辆侧滚运动不可避免,要实现旁承具有较为恒定的标称压力,降低旁承刚度就成为减小旁承对性能的影响敏感性的有效措施,而国外的经验也如此。

3 低刚度旁承对车辆动力学性能的影响分析研究

针对既有旁承对车辆性能的影响分析,为了降低旁承对车辆动力学性能影响的敏感性,就NX70A车辆进行采用低刚度旁承对性能的影响分析。

3.1 旁承结构说明

借鉴国外低刚度长行程旁承技术,研究改进方案在满足既有车辆接口要求的前提下,考虑既有弹性体结构以及便于调整,旁承压缩范围设计为25～30 mm,落车后滚子间隙仍为5±1 mm,则自由状态下下旁承磨耗板距滚子的高度为31～34 mmmm),刚度约为0.9 MN/m,见图 6。

图6 低刚度长行程旁承示意图

3.2 低刚度旁承对性能的影响分析研究

为了比较低刚度旁承与既有刚度旁承对性能的影响差异,首先用当前最流行的3种车辆系统动力学计算软件计算了4种工况下的空车蛇行失稳临界速度(如表3)。从所有的计算结果看,并不是旁承提供的回转阻力距越大,车辆的蛇行失稳临界速度就越高,工况4在NUCARS和ADAMS/RAIL下的计算结果就说明了这一点。即存在一个最佳标称压力。

在上述分析的基础上,针对上述几种工况下的旁承,进行了旁承垂向力变化趋势和纵向力变化趋势研究,目的是分析旁承的敏感性,通过旁承垂向力变化趋势和纵向力变化趋势比较了低刚度旁承与既有刚度旁承的差异,如表4～表7所示[8]。

表3 旁承4种工况下对应的空车蛇行失稳临界速度

表4 工况1:旁承受力幅值变化范围

表5 工况2:旁承受力幅值变化范围

表6 工况3:旁承受力幅值变化范围

表7 工况4:旁承受力幅值变化范围

工况1旁承垂向力幅值的变化范围是:-2.35～-24.63 kN,相对标称压力20 kN,下限降低为标称压力的88.25%、上限增加为标称压力的23.15%;旁承纵向摩擦力幅值的变化范围是:-6.17～7.16 kN,相对变化范围的平均值的幅值为=0.495 kN;

工况2旁承垂向力幅值的变化范围是:-4.69—-32.45 kN,相对标称压力22 kN,下限降低为标称压力的78.68%、上限增加为标称压力的47.5%;旁承纵向摩擦力幅值的变化范围是:-8.81～9.51 kN,相对变化范围的平均值的幅值为=0.35 kN;

工况3旁承垂向力幅值的变化范围是:-15.06～-34.55 kN,相对标称压力27 kN,下限降低为标称压力的44.22%、上限增加为标称压力的27.96%;旁承纵向摩擦力幅值的变化范围是:-9.90～10.44 kN;相对变化范围的平均值的幅值为kN(变化幅度最小)

工况4旁承垂向力幅值的变化范围是:-9.71～-53.82 kN,相对标称压力31.2 kN,下限降低为标称压力的68.88%、上限增加为标称压力的72.5%;旁承纵向摩擦力幅值的变化范围是:-11.87～12.44 kN,相对变化范围的平均值的幅值为

比较上述4种工况,在运行速度范围内,旁承垂向力变化趋势,刚度大的旁承垂向力相对变化范围较大,说明旁承对动力学性能的影响较敏感;而采用相对较低刚度的旁承,就旁承垂向力变化趋势而言相对变化幅度较小,说明这种旁承对车辆动力学性能敏感程度有了较大幅度的降低。另外,从纵向摩擦力幅值的变化范围趋势也表明:低刚度旁承有效地降低了对动力学性能影响的程度。

总之,从旁承垂向力变化趋势和纵向力变化趋势计算结果看,采用工况3低刚度旁承与既有刚度旁承相比可降低旁承对车辆动力学性能的影响敏感性。

4 结论

通过研究旁承对动力学性能的影响分析,得出为了确保车辆具有较高的运行稳定性,不同车辆应具有不同的最佳提供回转阻力矩的旁承标称压力,因此,车辆总体设计应使旁承选择尽可能确保能提供要求的标称压力。

针对目前使用的旁承,由于刚度相对较大,当车辆不可避免地发生侧滚运动时,就会引起旁承的压缩量变化,从而使标称压力发生较大范围的变化影响车辆动力学性能,标称压力过大将会使车辆曲线性能恶化,偏小则会使车辆直线运动稳定性降低。目前使用的刚度较大的旁承,旁承对动力学性能的影响较敏感。

车辆侧滚运动使旁承的压缩量变化是必然的,要实现旁承具有较为恒定的标称压力,降低旁承刚度就成为减小旁承对车辆性能影响敏感性的有效措施。借鉴国外的经验,结合NX70A车辆进行的采用低刚度旁承对动力学性能的影响分析研究也证实了降低旁承刚度可减小旁承对车辆动力学性能的影响敏感性的有效性。

因此,对于我国货车设计模式采用标准通用转向架配置,为了确保车辆动力学性能,在车体结构和转向架结构不作大修改的前提下,优化旁承,采用可实现降低旁承敏感度的低刚度旁承就十分必要。

建议货车主导单位要针对不同车辆进行加大采用低刚度长行程旁承的研究。

[1] 孟 宏.提速机车车辆横向运动稳定性研究[D].成都:西南交通大学,2009.

[2] 刘风伟.常接触弹性旁承设计及使用探讨[R].长江车辆有限公司产品研究所,2008.

[3] 刘宏友,杨爱国.影响转K6型转向架动力学性能的2个主要因素分析[J].铁道学报,2006,28(2):34-40.

[4] 鲍旭原.常接触弹性旁承与货车提速[J].铁道车辆,2002,40(7),20-23.

[5] 西南交通大学机械工程学院.平车旁承载荷优化计算报告[R].2009.

[6] 翟婉明著.车辆—轨道耦合动力学(第3版)[M].北京:科学出版社,2007.

[7] 北车集团四方车辆研究所.SQ5运输汽车专用车动力学性能计算报告[R].2009.

[8] 北车集团四方车辆研究所.NX70A采用低刚度旁承动力学性能计算报告[R].2009.